WO1990005866A1 - Verfahren zur regelung einer kupplung - Google Patents

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WO1990005866A1
WO1990005866A1 PCT/EP1989/001369 EP8901369W WO9005866A1 WO 1990005866 A1 WO1990005866 A1 WO 1990005866A1 EP 8901369 W EP8901369 W EP 8901369W WO 9005866 A1 WO9005866 A1 WO 9005866A1
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Christian Thomas
Gerald Rowe
Wolf-Dieter Gruhle
Wolfgang Maier
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Zahnradfabrik Friedrichshafen Ag
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    • F16H2061/145—Control of torque converter lock-up clutches using electric control means for controlling slip, e.g. approaching target slip value

Definitions

  • the invention relates to a method for controlling a clutch, which is arranged within a drive train between a drive shaft and an output shaft, wherein a sensor device for detecting a rotational speed difference ⁇ (J ⁇ ) is provided in the drive train, with a control device which is a function of the the sensor means detected controlled variable of a clutch to be supplied, the rotational speed difference ⁇ n controls manipulated variable influencing.
  • a method of the aforementioned type is known from DE-PS 31 21 749.
  • a controlled slip state of the clutch is intended to prevent torsional vibrations resulting from the rotational nonuniformity of a drive unit driving the drive shaft from being transmitted to the output shaft.
  • a speed difference between the input and output shaft that is to say a certain slip state, is set on the clutch.
  • the speed difference between the input and output shafts should always have a higher value than the speed or rotational speed difference in the drive shaft.
  • the implementation of such a control method is relatively complex, since the relationship rev.
  • the speed difference in the drive shaft and the speed difference between the input and output shaft must be stored as a characteristic curve in the setpoint generator.
  • the difference in rotational speed of the drive shaft is measured.
  • the method is carried out by means of a device which adjusts the actuating pressure in the clutch Has valve unit.
  • Components of the valve unit are a directional control valve and a solenoid valve which controls the directional control valve and which is operated with pulse width modulation. Solenoid valves of this type have the disadvantage that their control pressure is temperature-dependent.
  • the invention is therefore based on the object of avoiding the abovementioned disadvantages and thus creating a simple method for regulating a clutch, the implementation of which requires a low level of control engineering and construction.
  • control device has a comparator unit in which an actual value of the rotational speed difference ⁇ tü determined in the drive train behind the clutch is compared with a predetermined fixed limit value, whereby when this limit value is reached or exceeded
  • Rotational speed difference ⁇ . LQ is limited to the limit value by changing the manipulated variable of the clutch.
  • This limit value can be determined in test series for differently designed drive trains and motor vehicles as the measure of the rotational speed difference ⁇ iü, at which vibration excitation takes on a magnitude in the drive train and in components connected to it, at which droning and rattling noises just barely occur within the drive train and the components do not occur.
  • the object on which the invention is based is achieved in the method of the auxiliary claim 2 according to the features of the characterizing part of the auxiliary claim 2 in that operating parameters of the internal combustion engine, which are the cause of rotational speed differences, are assigned to a control device assigned to the control device
  • a first control circuit which consists of the transducer which determines the differential speed - ⁇ n as the controlled variable and the first setpoint generator which forms a first setpoint from operating parameters of the internal combustion engine.
  • a second control loop is superimposed on this first control loop.
  • the second setpoint generator can adaptively influence the setpoint of the first setpoint generator or can act directly on the totalizer (comparator) in the sense of increasing the setpoint.
  • the first setpoint generator gives in
  • the first setpoint generator is designed so that, under normal conditions, the differential speed ⁇ £ n on the clutch is sufficient to prevent the body from roaring on the motor vehicle.
  • Setpoint generator is adapted so that it outputs a higher setpoint. If the second setpoint generator sends a second setpoint to the totalizer (comparator output), then this second setpoint is additively superimposed on the first setpoint.
  • the second setpoint generator can adapt the first setpoint generator so that it outputs an increased setpoint.
  • the increased setpoint for a specific operating parameter is detected by the setpoint generator such that it automatically outputs an increased setpoint when the same operating parameters occur.
  • the second setpoint generator can adapt the first setpoint generator so that it outputs an increased setpoint.
  • the second setpoint generator can influence the first setpoint generator or additively overlay the second setpoint of the first setpoint such that the clutch slip does not take on unnecessarily high values when b the speed difference A ü ⁇ given by the first setpoint generator causes very low rotational speed differences A ü ⁇ .
  • Fixed limit specified regulation which is due to the limited dynamics of the control system. If an increased value of the rotational speed difference ___ U_ is detected in this regulation, which is set to a limit value, the necessary speed difference type must first be built up on the clutch in order to be able to dampen the vibrations. During this phase, a body roar on the motor vehicle cannot be avoided for a short time.
  • the control system has the first control circuit, which adjusts the differential speed A n on the clutch based on operating parameters of the internal combustion engine. The dynamics of the system can thus be significantly improved.
  • the second control loop which is superimposed on the first control loop, has the control system which is designed for a limit value of the rotational speed difference.
  • Slip condition of the clutch or the order of magnitude slip can cause damage to the clutch. If such conditions are registered, the limit value can be increased or reduced by a correction value K when the maximum speed difference and / or the maximum slip duration is reached or exceeded. A reduction of the limit value by the correction value K leads to the opening of the clutch and thus to an interruption of the slip state, because the control circuit then only allows the minimum A (i. This state of the increase in the limit value is only canceled again if there is no triggering the speed difference ⁇ n Rotation speed signal __. Io is more available, so that the slip duration and slip value limitation proposed according to claim 3 can be realized in a simple manner.
  • the aim of the control is to keep the actual value of the differential speed at the clutch constant, even when the engine torque changes quickly.
  • the control deviation x is increased by a sudden change in the setpoint by means of the comparator unit that the control intervention becomes stronger and an excessive increase in the differential speed with a rapid increase in load or a closing of the clutch with rapid decrease in load can be prevented.
  • the actual value of the speed difference _ ⁇ _ n is to be continuously compared in a comparator unit with a target value which corresponds to a very small speed difference __, cü.
  • the resulting deviation becomes one
  • Control device supplied which has a proportional part and an integral part, wherein the proportional part can be changed depending on the engine load.
  • the proportional portion With increasing engine load, the proportional portion can be increased and the integral portion can be changed with larger control deviations x and / or rapid changes in the engine load so that its intervention is increased.
  • the proportional component can be changed as a function of the load change speed in such a way that the proportional component is increased as the load change speed increases.
  • the proportional component can be formed as a function of the control deviation x on the summer (comparator) in such a way that a factor of the proportional component is increased with larger control deviations.
  • the controller parameters are thus adapted to different operating states of the controlled system with the aim of keeping the control deviations as small as possible in different operating states.
  • the control deviation x is reduced, the risk of the clutch associated with the hydrodynamic torque converter being closed is prevented in that the (opening) control intervention then takes place more intensely.
  • a certain manipulated variable should be assigned to each value of the load of the internal combustion engine in the control device. This is intended to ensure that the pressure associated with the engine torque is set as a function of the load, without there having to be a major control deviation beforehand. This measure supports the control method described in claim 8.
  • the closing force of the clutch is to be continuously adapted to the value of the load, the tendency of a shift in the actuating variable required for the respective stationary operating state for a specific closing force being recognized from stored operating parameters, from which the for the adaptation necessary changes in the assignment can be derived. This ensures that the advantage described in claim 9 is always maintained to the same extent and not through. Changes in the assignments (e.g. changes in the coefficient of friction) reduced.
  • control system has an additional first signal path, by means of which the delayed change in the control variable and the delayed change in the clutch closing force can be compensated for rapid engine load changes by means of an adaptation value and a timing element, the timing element acting as a delayed differential element, which has the dynamically delayed behavior the control variable (clutch pressure) and the effective closing force are simulated.
  • the delayed conversion due to the controlled system into a control variable (clutch pressure) and a corresponding closing force can be compensated by adapting the output value of the control unit (control current) to larger or smaller values than necessary for steady-state operating states.
  • the manipulated variable is to be quickly reduced via a second signal path with a predetermined time gradient if the speed difference falls below its setpoint and an additional threshold lying below the setpoint.
  • a transmitter element is to be provided, which detects the torque flow occurring in pulling and pushing operation via the clutch and then when none
  • Torque flow takes place, sets the manipulated variable to zero, from where the control starts again when a new torque builds up. If an operating state occurs without torque flow, the clutch pressure must be reduced as quickly and completely as possible to zero, so that an undesired and comfort-impairing closing of the clutch is prevented. This can be achieved with the measure described, regardless of whether individual signal paths of the controller device set an even larger value of the manipulated variable for a short time.
  • the clutch is to be automatically controlled in its disengaged state when the temperature of the cooling water of the internal combustion engine or the lubricating oil of the transmission falls below a first temperature limit become.
  • a second temperature limit value can be provided above the first temperature limit value. The speed difference is increased between the first lower and the second upper temperature limit.
  • a second temperature limit value is provided above the first temperature limit value, wherein if the first temperature limit value is exceeded with increasing temperature up to the second temperature limit value, the predefined speed difference is reduced.
  • control electronics of the internal combustion engine should provide temperature information about the engine oil temperature or the engine cooling water temperature for a short time after the start, the temperature value being used to set a time-dependent characteristic curve according to which an increased speed difference is reduced.
  • a coupling control cannot be carried out satisfactorily below the first lower temperature limit due to the high engine non-uniformity when the engine is cold and the high oil viscosity.
  • limit value 2 the usual operating temperature
  • an actuator engaging and disengaging the clutch is to be acted upon on both sides via actuating spaces with a hydraulic actuating pressure regulated by the control device as a manipulated variable.
  • a hydraulic actuating pressure regulated by the control device as a manipulated variable.
  • a control valve that adjusts the actuation pressure should be assigned to each actuation chamber, wherein both control valves can be acted upon by a pilot pressure set by the control device.
  • a first control valve that adjusts the actuation pressure in a first actuation chamber of the friction clutch can be hydraulically pilot-operated and pressurize the first actuation chamber in a first end position with a low pilot pressure or pilot pressure equal to zero and with a piston valve in a second end position with an increased one Discharge pilot pressure the first actuation chamber and apply pilot pressure to the second control valve and adjust its spool so that a hydraulic actuation pressure is applied to the second actuation chamber.
  • a lubricating valve designed as a 3/2-way valve is to be connected to the main pressure system and to an emptying connection of the second control valve, which in its first position discharges pressure medium from the second actuation chamber, the lubricating valve in its two switching positions each of the transmission Pressure medium from the main pressure system or the drain connection for lubrication. If the lubricant supply to the motor vehicle transmission is secured, a separate lubricant pump can consequently be dispensed with.
  • the lubrication valve with the Pressure of the pilot line can be pilot-controlled, while alternatively, according to claim 26, the lubrication valve is pilot-controlled with the pressure of the drain port of the second directional valve.
  • an electromagnetic pressure control valve that is proportional to the flow is arranged in the pilot control line.
  • This pressure control valve adjusts the pilot pressure acting on the two directional control valves and possibly the lubrication valve in proportion to an electrical control current, the control pressure being largely independent of the temperature of the pressure medium.
  • a hydraulic damping element can be arranged in the pilot control line.
  • the electronic control of the pressure control valve is to be constructed in such a way that a multi-pole slotted disk or a gearwheel, which interacts with a speed sensor, is provided for detecting speeds or speed differences, with exactly the same pulse areas being generated in a downstream pulse surface preparation. from which residual ripple and selective key data of the torsional vibration signal are determined in a subsequent bandpass filter and finally an output voltage having a direct reference to the actual variable is generated in a downstream stage.
  • This circuit enables torsional vibrations with comparatively little effort, which in frequency-modulated form in the signal curve of the
  • Speed sensor are included, selectively removed.
  • the key data of the bandpass filter are decisive for the function of the circuit. Effects are achieved which have a significant influence on the quality of the output signal.
  • a discrete torsional vibration component in the operating speed range can be suppressed or emphasized. This ensures that even the smallest vibration amplitudes, which lead to torsional vibrations and thus to hum, are available as an "actual value signal" for the control loop.
  • This measure also leads to an improvement in the signal-to-noise ratio and, overall, permits a circuit design which is temperature and long-term stable in accordance with the requirements.
  • the signal resolution is increased so that the smallest rotational speed differences ( ⁇ tO ⁇ 0.1 rad / se can be corrected.
  • a downstream low-pass filter causes z.
  • the operating point of the controller can be set so that more than 50% of the available signal amplitude is available for hum control.
  • Fig. 1 shows a device for controlling a
  • Fig. 2 shows an alternative embodiment of a
  • FIG. 3 shows a block diagram of a first embodiment of a control circuit for a regulated clutch
  • Fig. 4 is a block diagram of a second
  • FIG. 5 shows an expanded block diagram for a control of a clutch according to FIG. 3,
  • Fig. 6 is an expanded block diagram for a
  • Fig. 7 is a schematic representation of an electronic device for determining speeds
  • 1 and 2 designates a hydraulic pump which conveys pressure medium into a main pressure line 2.
  • the main pressure line 2 is connected to a pressure reducing valve 3, a first control valve 4 second control valve 5 and a lubricating valve 6.
  • the pressure reducing valve 3 is followed by a pressure control valve 7, which opens or closes a drain line 8 to the tank in proportion to the flow.
  • This pressure control valve 7 is actuated by a control unit 44 and controls the pressure in its output-side pilot control line 9.
  • This pilot control line 9 is connected to an attenuator 10 as well as a pilot control chamber 11 on the end face and a control chamber 12 of the first control valve 4.
  • the first control valve 4 has five annular spaces 13a to e, the inflow and outflow of the pressure medium is controlled by a piston slide 15 which can be displaced against the force of a spring 14 and which has control pistons 16 to 18.
  • the first annular space 13a is open to the pressure medium outlet, while the second annular space 13b is connected via a first actuating line 19 to a first actuating space 20 of a friction clutch 21.
  • This friction clutch 21 serves as a converter lock-up clutch, ie, from a drive shaft 22, torque is transmitted to an output shaft 24 via a hydrodynamic torque converter 23 when the friction clutch 21 is disengaged.
  • the friction clutch 21 is connected in parallel with this hydrodynamic torque converter 23, so that when the friction clutch 21 is fully engaged, the entire torque is transmitted via the friction clutch 21 without slippage from the drive shaft 22 to the output shaft 24.
  • the annular space 13c of the first control valve 4 is connected to the main pressure line 2, while a connecting line 25 serves to connect the annular space 13d to a pilot control space 26 of the second control valve 5 on the front side. Finally, the annular space 13e is open towards the pressure medium outlet.
  • the second control valve 5 has a control slide 27 with control pistons 28 to 30 on. Apart from the pilot control chamber 26 on the end, annular spaces 31a to 31d are arranged in the interior of the second control valve 5.
  • the annular groove 31a is connected to the main pressure line 2, while the annular space 31b is connected to a second actuating space 34 of the friction clutch 21 via a second actuating line 32, within which a cooler 33 is arranged.
  • valve spool 35 which has a spring 36 on the end face and a control chamber 37 opposite it.
  • the valve spool 35 is provided with control pistons 38 and 39, which control the annular spaces 40a to 40c.
  • a lubricating oil line 41 is connected to the annular space 40b and leads to lubricating points of the motor vehicle transmission, not shown in any more detail.
  • a line 42 leads from the annular space 31c of the second control valve 5 to the annular space 40a and to the control space 37 of the lubricating valve 6.
  • the annular space 40c is connected to the main pressure line 2 with the interposition of a throttle 43.
  • the function of the hydraulic control device according to FIG. 1 is as follows: Via the pressure reducing valve 3, a constant control pressure is set in the pilot control line 9, which is reduced compared to the main pressure and which can only be changed by the position of the pressure control valve 7 adjusted by the control device 44, this being proportional to the flow the drain line 8 opens or closes. If this drain line 8 is opened by the pressure control valve 7, as shown in FIG.
  • a small pilot pressure acts in the pilot control chamber 11 of the spool 15, and the spool 15 is displaced into its lowermost position by the force of the spring 14 which the Main pressure line 2 is connected to the first actuation line 19 via the annular spaces 13b and c, so that an actuation pressure builds up in the first actuation space 20 of the friction clutch 21 and acts in the direction of a disengagement process of the friction clutch 21.
  • the front-side pilot control chamber 26 of the second control valve is open to the outlet via the connecting line 25 and annular spaces 13d and e, this valve 5 is also in its lower position, in which it is the second actuating line 32 via annular spaces 31b and c and the line 42 connects to the control chamber 37 of the lubrication valve 6.
  • the valve spool 35 of the lubricating valve 6 is moved against the force of the spring 36 into its upper position, in which the pressure medium present in the line 42 can reach the lubricating oil line 41 via the annular spaces 40a and b of this valve.
  • the control slide 27 is displaced against spring force with a delay and connects the main pressure line 2, including the cooler 33, to the second actuation chamber 34, as a result of which the friction clutch 21 is moved into its engaged position.
  • the pilot valve 37 is supplied with the pilot valve 9 with the pilot valve 37 in its control chamber 37.
  • the main pressure line 2 is directly connected to the annular space 40a, a throttle 46 being arranged in this branch of the main pressure line 2.
  • the function of the device according to FIG. 2 is as follows: In accordance with the embodiment according to FIG. 1, depending on the positions of the directional control valves 4 and 5 controlled by the pilot pressure in the pilot line 9, a certain actuating pressure builds up in the actuating spaces 20 and 34 . Is the pressure in the
  • Pilot line 9 is relatively low, so the valve slide 35 of the lubrication valve 6 is in its lower position, the lubrication points being supplied with pressure medium from the second actuation space 32 connected to the converter interior. If the pressure in the control chamber 37 of the lubricating valve 6 rises, the valve slide 35 establishes a connection between the main pressure line 2 and the lubricating oil line 41 via the annular spaces 40a and b.
  • 3 shows a block diagram of a first embodiment of the clutch control according to the invention.
  • 47 denotes a drive motor of the motor vehicle which drives the controllable clutch 21 via the drive shaft 22 already shown in FIGS. 1 and 2.
  • the output shaft 24 leads from the clutch 21 to a transmission unit 48, which can be designed, for example, as a motor vehicle transmission.
  • a transmission unit 48 which can be designed, for example, as a motor vehicle transmission.
  • an output shaft 49 is stirred out of the transmission unit 48.
  • a controlled variable calculation unit 50 continuously determines the rotational speed difference ⁇ ü ⁇ of the output shaft 49 as a measure of the rotational unevenness.
  • the rotational speed difference A u can also be detected on the output side of the clutch on the output shaft 24 or shafts or gearwheels of the transmission unit 48 and is supplied to a comparator unit 51 as the actual value x, the comparator unit 51 determining a control deviation x from a predetermined fixed target value w.
  • the setpoint value w represents a size of the rotational nonuniformity ⁇ of the output shaft 49 or of the output shaft 24 or of the elements of the transmission unit 48, at which the upper limit value does not yet result in noise in the drive train and on body parts.
  • a controller 52 determines a manipulated variable y (clutch pressure or clutch travel) according to a specific algorithm, which causes the clutch 21 to slip in such a way that the rotational speed difference A u with its actual value x does not, or only insignificantly, exceed the predetermined target value (limit value) .
  • a small clutch slip is usually sufficient to dampen the vibrations of the drive train. This is recorded in a maximum slip monitoring unit 53.
  • the maximum slip monitoring unit 53 Only when a specified maximum slip is reached or exceeded Over a longer period of time, the maximum slip monitoring unit 53 outputs a predetermined correction value K, which influences the target value w via a further comparator unit 54 in such a way that the slip of the clutch 21 is quickly reduced or the clutch 21 opens completely.
  • a predetermined correction value K which influences the target value w via a further comparator unit 54 in such a way that the slip of the clutch 21 is quickly reduced or the clutch 21 opens completely.
  • the possibility of determining the clutch error between the drive shaft 22 and the output shaft 24, and the rotational speed difference 4) can be detected by measuring sensors on the output shaft 24 or within the transmission unit 48.
  • Controlled variable calculation unit 61 continuously determines a differential speed ⁇ n from the speeds of the input shaft 22 and the output shaft 24 and executes this one
  • Throttle valve position O DK is supplied, on the basis of which the setpoint generator 63 specifies a specific differential speed ⁇ H as the setpoint w to the comparator or summing unit 62.
  • a controller 64 outputs a specific manipulated variable y to the clutch 21 based on the comparison of the setpoint and actual value of the differential speed ⁇ n.
  • a second control loop is superimposed on this control loop, which has a control variable calculation unit 65 which is used for Determination of the respective rotational speed difference ⁇ 6ü of the output shaft 49 is used.
  • Controlled variable calculation unit 65 can be connected to any shaft or transmission device on the output side of clutch 21 and provides a measure of the rotational irregularity.
  • Rotational speed difference ⁇ . LU is fed to a second setpoint generator 66, which can either act adaptively on the first setpoint generator via a path 67 or alternatively superimpose the first setpoint supplied by the first setpoint generator 63 on the comparator or summing unit 62 via a path 67a.
  • the functioning of the device is as follows:
  • the controlled variable calculation unit 61 continuously records the differential speed A n on the basis of the input and output speed of the clutch 21 and feeds this value x to the comparator or summing unit 62, which also generates a value from the first setpoint generator 63 based on the operating parameters of the drive motor 47 formed
  • the second setpoint generator 66 Based on these operating parameters, the setpoint is changed in such a way that a body roar does not occur on the motor vehicle under normal conditions. However, if the rotational speed difference ⁇ ) assumes a value at which experience has shown body shafts, the second setpoint generator 66 outputs a second setpoint, this second setpoint adapting the setpoint w of the first setpoint generator 63 so that it outputs an increased setpoint. In addition, there is the possibility that the second setpoint acts directly additively on the comparator or summing unit 62.
  • the first setpoint generator 63 detects the operating parameters in which it was adapted by the second setpoint generator 66, so that when the same operating parameters o DK , n M reappear, an increased setpoint w is output. So can first a small clutch slip ⁇ n is set and this is corrected by the second setpoint generator 66 in such a way that comfortable conditions are realized.
  • FIG. 5 shows an expanded block diagram that contains a basic control loop according to FIG. 3.
  • the functions drive motor 47, drive shaft 22, clutch 21, output shaft 24, transmission unit 48 and output shaft 49 are combined in a common block.
  • the rotational speed difference A ⁇ ü is determined via the controlled variable calculation unit 50 from the speed n, that is to say a speed on the output side to the clutch 21, and fed to the comparator unit 51.
  • the controller has a P component, which is characterized by blocks 68 and 69. Furthermore, it has an I component, characterized by blocks 70 and 71. Finally, the controller also has a D component, which is shown using blocks 72 and 80.
  • a control value Kl acts on the P component, and the load on the I component depends on the throttle valve position O ⁇ _DJJs. and or
  • FIG. 6 shows an expanded block diagram of FIG. 4.
  • a block is again shown as a controlled system, which contains the functions drive motor 47, drive shaft 22, clutch 21, output shaft 24, transmission unit 48 and output shaft 49.
  • Output shaft 24 are fed to the controlled variable calculation unit, which forms the value of the speed difference ⁇ n and feeds it to comparator or summing unit 62 as actual value x.
  • the controlled variable calculation unit which forms the value of the speed difference ⁇ n and feeds it to comparator or summing unit 62 as actual value x.
  • Control variable calculation unit 65 determines n based on the speed. Rotational speed differences AÜJL, and supplies this value to the second setpoint generator 66.
  • the first setpoint generator 63 forms engine load based on the operating parameters
  • Throttle valve position O - D.-K. and engine speed nM a first setpoint w.
  • the second setpoint generator 66 can act adaptively on the first setpoint generator 63 or the second setpoint is fed directly to the comparator or summing unit 62 and added to the first setpoint (shown as a dashed path).
  • the rate of load change ⁇ t D ′′ is determined and fed to the comparator or summing unit 62 as a reference variable W.
  • Shown as a reference variable w wax * ⁇ is a sensor device which determines the engine load and acts on the setpoint in such a way that an increased differential speed AH is set below a certain engine load in pulling and pushing operation.
  • the device referred to as the command variable w, monitors switching operations of the vehicle transmission 48.
  • the device, specified in the block command variable w ensures that the clutch is more or less engaged or disengaged depending on the temperature of the cooling water of the drive motor or the oil temperature of the motor vehicle transmission.
  • a block 72 opens the clutch at low speed n, and a block 73 sets a specific one depending on the engine load Closing force of the clutch.
  • a block 74 with a subsequent timing element 74a and the D element 80 causes a dynamic behavior of the control variable y and the closing force of the clutch, so that delayed control variable changes and delayed effective clutch closing force changes can be compensated for in the event of rapid changes in the engine load.
  • a block 75 causes the clutch to open quickly according to a predetermined time gradient when the differential speed ⁇ n falls below its setpoint and additionally falls below a further threshold below the setpoint with the aim of preventing the tendency of the clutch to close.
  • the control device has a proportional component, which is changed as a function of the engine load 0 D_K, so that the proportional component is increased with increasing value - V (path 76). Via a path 77, the proportional component is changed as a function of the control deviation x in such a way that with larger ones
  • Control deviations of the proportional component is increased, via a signal path 78 when the engine load changes rapidly, the integral component of the control device is changed in such a way that its intervention becomes stronger than with a constant or only slowly changing engine load, so that the tendency of the differential speed ⁇ n becomes faster Change in engine load to deviate far from its setpoint is reduced.
  • a signal path 79 is also provided, which monitors the torque flow via the clutch and, if there is no torque flow, sets the control variable y to zero, from where the control starts again when a new torque build-up occurs.
  • a slotted disc 55 interacts with a speed sensor 56, the determined speed values being fed to a pulse surface preparation consisting of a pulse shaper 57 and a mono-flop 58.
  • This pulse area preparation generates exactly the same pulse areas for the respective input speed.
  • the pulse trains pass through a bandpass filter 59, which determines residual ripple and at the same time the selective basic data of the torsional vibration signal.
  • This signal passes through a stage 60, the output voltage of which is directly related to the actual variable x

Abstract

Bei einem Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges zwischen einer Antriebswelle (22) und einer Abtriebswelle (24) angeordnet ist, werden über eine Sensoreinrichtung Drehgeschwindigkeitsdifferenzen Δφ im Antriebsstrang erfaßt. Mittels einer Regeleinrichtung wird in Abhängigkeit von diesen Regelgrößen x die die Drehzahldifferenz Δn beeinflussende Stellgröße y gesteuert. Zur Schaffung einer Regeleinrichtung mit günstigem baulichen Aufwand weist diese Regeleinrichtung eine Vergleichereinheit (51) auf, in welcher ein Istwert x der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δφ im Antriebsstrang hinter der Kupplung (21) mit einem vorgegebenen festen Grenzwert wkonst verglichen wird, wobei bei Erreichen bzw. Überschreiten des Grenzwertes wkonst die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δφ durch Veränderung der Stellgröße der Kupplung (21) auf den Grenzwert wkonst begrenzt wird.

Description

Verfahren zur Regelung einer Kupplung
Die Erfindung bezieht sich auf ein Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges zwischen einer Antriebswelle und einer Abtriebswelle angeordnet ist, wobei im Antriebsstrang eine Sensoreinrichtung zur Erfassung einer Drehgeschwindigkeitsdifferenz Λ (Jύ vorgesehen ist, mit einer Regeleinrichtung, die in Abhängigkeit von der durch die Sensoreinrichtung ermittelten Regelgröße eine der Kupplung zuzuführende, die Drehzahldifferenz Δn beeinflussende Stellgröße steuert.
Ein Verfahren der vorgenannten Gattung ist aus der DE-PS 31 21 749 bekannt. Mittels eines geregelten Schlupfzustandes der Kupplung soll verhindert werden, daß Drehschwingungen, die von der Drehungleichförmigkeit einer die Antriebswelle antreibenden Antriebseinheit herrühren, auf die Abtriebswelle übertragen werden. In Abhängigkeit von der Drehzahl- bzw. Drehgeschwindigkeitsdifferenz der Antriebswelle,, die ein Maß der Drehschwingung ist, wird an der Kupplung eine Drehzahldifferenz zwischen An- und Abtriebswelle, also ein bestimmter Schlupfzustand, eingestellt. Dabei soll die Drehzahldifferenz zwischen An- und Abtriebswelle stets einen höheren Wert annehmen als die Drehzahl- bzw. Drehgeschwindigkeitsdifferenz in der Antriebswelle. Die Realisierung eines derartigen Regelverfahrens ist relativ aufwendig, da die Beziehung Drehza .- bzvr. Drehgeschwindigkeitsdifferenz in der Antriebswelle zur Drehzahldifferenz zwischen An- und Abtriebswelle als Kennlinie im Sollwertgeber abzulegen ist. Dabei wird die Drehgeschwindigkeitsdifferenz der Antriebswelle gemessen. Weiterhin wird das Verfahren durchgeführt mittels einer Einrichtung, die eine den Betätigungsdruck in der Kupplung einstellende Ventileinheit aufweist. Bestandteile der Ventileinheit sind ein Wegeventil und ein das Wegeventil vorsteuerndes Magnetventil, welches pulsbreitenmoduliert betrieben wird. Magnetventile dieser Bauart weisen den Nachteil einer Temperaturabhängigkeit ihres Steuerdrucks auf.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, die vorgenannten Nachteile zu vermeiden und somit ein einfaches Verfahren zur Regelung einer Kupplung zu schaffen, zu dessen Durchführung es eines geringen regelungstechnischen und baulichen Aufwandes bedarf.
Diese Aufgabe wird bei einem Verfahren der vorgenannten Gattung nach den Merkmalen des kennzeichnenden Teils des Patentanspruches 1 dadurch gelöst, daß die Regeleinrichtung eine Vergleichereinheit aufweist, in welcher ein im Antriebsstr ng hinter der Kupplung ermittelter Istwert der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δtü mit einem vorgegebenen festen Grenzwert verglichen wird, wobei bei Erreichen bzw. Überschreitung dieses Grenzwertes die
Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ. LQ durch Veränderung der Stellgröße der Kupplung auf den Grenzwert begrenzt wird. Dieser Grenzwert kann in Versuchsreihen für unterschiedlich ausgebildete Antriebsstränge und Kraftfahrzeuge ermittelt werden als das Maß der Drehgeschwindigkeitsdifferenz Λiü , bei welchem im Antriebssträng und in mit diesem verbundenen Bauteilen eine Schwingungsanregung eine Größe annimmt, bei der innerhalb des AntriebsStranges und der Bauteile Dröhn- und Rasselgeräusche gerade noch nicht auftreten. Eine Regelung nach dem erfindungsgemäßen Verfahren, bei der nurmehr das Drehgeschwindigkeitsdifferenzsignal mit dem Grenzwert verglichen wird, setzt einen geringen regelungstechnischen Aufwand voraus. Dem Nebenanspruch 2 zufolge bezieht sich die Erfindu auf ein Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges zwischen einer mit einer Brennkraftmaschine verbundenen Antriebswelle und einer mit einer Getriebeeinheit verbundenen Abtriebswelle angeordnet ist, mit einem Meßwertgeber zur Erfassung einer Differenzdrehzahl Δ n vo An- und Abtriebswelle, mit einer Sensoreinrichtung zur Erfassung einer Drehgeschwindigkeitsdifferenz __ ü) und mit einer Regeleinrichtung, die in Abhängigkeit von der durch den Meßgeber ermittelten Regelgröße die der Kupplung zuzuführende, die Drehzahldifferenz Λ n beeinflussende Stellgröße y steuert.
Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe wird bei dem Verfahren des Nebenanspruches 2 nach den Merkmalen des kennzeichnenden Teils des Nebenanspruches 2 dadurch gelöst, daß einem der Regeleinrichtung zugeordneten Sollwertgeber Betriebsparameter der Brennkraftmaschine, die ursächlich sind für Drehgeschwindigkeitsdifferenzen
Δ &> im Antriebssträng, zugeführt werden, aufgrund welcher der Sollwertgeber einen Sollwert der Drehzahldifferenz ermittelt, wobei der Sollwert und die Regelgröße einem Summierer (Vergleicher) der Regeleinrichtung zugeführt werden, daß die Drehgeschwindigkeitsdifferenz A6U einem zweiten Sollwertgeber zugeführt wird, der bei Erreichen bzw. überschreiten eines Grenzwertes der Drehgeschwindigkeitsdifferenz einen zweiten Sollwert unmittelbar dem Summierer (Vergleicher) oder dem ersten Sollwertgeber, dessen ersten Sollwert adaptiv beeinflussen zuführt. Es ist demnach ein erster Regelkreis vorhanden, der aus dem die Differenzdrehzahl -Δ n als Regelgröße ermittelnden Meßwertgeber und aus dem aus Betriebsparametern der Brennkraftmaschine einen ersten Sollwert bildenden ersten Sollwertgeber besteht. Diesem ersten Regelkreis ist ein zweiter Regelkreis überlagert. zu dem die die Drehgeschwindigkeitsdifferenzen Λ O) ermittelnde Sensoreinrichtung und der zweite Sollwertgeber gehören. Der zweite Sollwertgeber kann den Sollwert des ersten Sollwertgebers adaptiv beeinflussen oder unmittelba auf den Summierer (Vergleicher) im Sinne einer Erhöhung des Sollwertes wirken. Der erste Sollwertgeber gibt in
Abhängigkeit von den Betriebsparametern der
Brennkraftmaschine eine Differenzdrehzahl Δ n S_o,ll, vor,' aufgrund welcher in der Regeleinrichtung nach Vergleich mit der Regelgröße n •Lo X_. eine bestimmte Stellgröße an der Kupplung eingestellt wird. Der erste Sollwertgeber ist so ausgelegt, daß unter normalen Bedingungen die Differenzdrehzahl ■£ n an der Kupplung ausreicht, um ein Karosseriedröhnen am Kraftfahrzeug zu verhindern.
Tritt dieses Problem und damit eine Überschreitung eines bestimmten Wertes der
Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δύü dennoch auf, so wird durch den zweiten Sollwertgeber der zweite Sollwert an den Summierer (Vergleicher) ausgegeben, oder der erste
Sollwertgeber wird so adaptiert, daß dieser einen höheren Sollwert ausgibt. Wird vom zweiten Sollwertgeber ein zweiter Sollwert an den Summierer (Vergleicher ausgegeben) , so wird dieser zweite Sollwert dem ersten Sollwert additiv überlagert.
Im anderen alternativen Fall kann der zweite Sollwertgeber den ersten Sollwertgeber so adaptieren, daß dieser einen erhöhten Sollwert ausgibt. Der erhöhte Sollwert für einen bestimmten Betriebsparameter wird vom Sollwertgeber derart erfaßt, daß dieser beim Auftreten der gleichen Betriebsparameter automatisch einen erhöhten Sollwert ausgibt. Auf diese Weise ist es möglich, zunächst einen geringeren Kupplungsschlupf einzustellen und diesen mittels des zweiten Sollwertgebers von Fall zu Fall so anzuheben, daß die Übertragung von Drehgeschwindigkeitsdifferenzen auf die Abtriebswelle auf einen Wert verringert wird, bei dem kein Karosseriedröhne auftritt. Ebenso kann der zweite Sollwertgeber den ersten Sollwertgeber so beeinflussen oder der zweite Sollwert de ersten Sollwert so additiv überlagern, daß der Kupplungsschlupf nicht unnötig hohe Werte annimmt, wenn b vom ersten Sollwertgeber vorgegebener Differenzdrehzahl sehr geringe Drehgeschwindigkeitsdifferenzen A üύ auftreten Damit wird ein Nachteil der auf einen. Grenzwert festgelegten Regelung behoben, der in der eingeschränkten Dynamik des Regelsystems begründet ist. Wird nämlich bei dieser auf einen Grenzwert festgelegten Regelung ein erhöhter Wert der Drehgeschwindigkeitsdifferenz ___ U_ erfaßt, so muß zunächst an der Kupplung die notwendige Drehzahldifferenz Art aufgebaut werden, um die Schwingunge dämpfen zu können. Während dieser Phase ist unter Umstände kurzzeitig ein Karosseriedröhnen am Kraftfahrzeug nicht zu vermeiden. Andererseits soll aber der Schlupfzustand nicht bereits bei einem unterhalb des Grenzwerts liegenden Wert eintreten. Aus diesem Grund weist das Regelsystem den ersten Regelkreis auf, der aufgrund von Betriebsparametern der Brennkraftmaschine nach einer Kennlinie die Differenzdrehzahl A n an der Kupplung verstellt. Die Dynamik des Systems kann somit erheblich verbessert werden Der zweite Regelkreis, der dem ersten Regelkreis überlager ist, weist dabei die auf einen Grenzwert der Drehgeschwindigkeitsdifferenz ausgelegte Regelung auf.
Weitere vorteilhafte Ausgestaltungen der erfindungsgemäßen Lösung des Anspruches 1 sind .'n den
Unteransprüchen 3 und 4 beschrieben. Gemäß Anspruch 3 soll der Schlupf zwischen An- und Abtriebswelle auf einen
Maximalwert Δ n und/oder eine maximale Schlupfdauer in ax
Abhängigkeit von der Motorlast begrenzt sein. Auf diese Weise wird verhindert, daß aufgrund eines längeren
Schlupfzustandes der Kupplung oder der Größenordnung des Schlupfes Schäden an der Kupplung auftreten. Werden derartige Bedingungen registriert, so kann gemäß Anspruch 3 bei Erreichen bzw. überschreiten der maximalen Drehzahldifferenz und/oder der maximalen Schlupfdauer der Grenzwert um einen Korrekturwert K erhöht oder reduziert werden. Eine Reduzierung des Grenzwertes um den Korrekturwert K führt zum öffnen der Kupplung und somit zur Unterbrechung des Schlupfzustandes, weil der Regelkrei dann nur minimalstes A (i zuläßt. Dieser Zustand der Erhöhung des Grenzwertes wird erst dann wieder zurückgenommen, wenn kein die Drehzahldifferenz Δ n auslösendes Drehgeschwindigkeitssignal __. io mehr vorhanden ist. Damit läßt sich auf einfache Weise die nach Anspruch 3 vorgeschlagene Schlupfdauer- und Schlupfwertbegrenzung realisieren.
Für das erfindungsgemäße Verfahren nach Nebenanspruch 2 sind vorteilhafte Ausgestaltungen in den Unteransprüchen 5 bis 20 beschrieben. Dabei kann, wie in Anspruch 5 vorgeschlagen wird, als Betriebsparameter der
Brennkraftmaschine die Last ermittelt werden und unterhalb einer bestimmten Last im Zug- sowie Schubbetrieb des Kraftfahrzeuges die Stellgröße der Kupplung auf eine erhöhte Drehzahldifferenz A n verändert werden. Vorteilhaf ist dabei auch gemäß Anspruch 6 die
Laständerungsgeschwindigkeit der Brennkraftmaschine zu ermitteln und bei Überschreiten eines Maximalwertes der Laständerungsgeschwindigkeit den Sollwert der Drehzahldifferenz An von An- und Abtriebswelle bei Lastrücknahme zu erhöhen und bei Lastzunahme zu verringern oder konstant zu halten. Ziel der Regelung ist es, auch bei schnellen Motormomentänderungen den Istwert der Differenzdrehzahl an der Kupplung konstant zu halten. Bei Registrierung einer hohen Laständerungsgeschwindigkeit wird durch plötzliche Änderung des Sollwertes mittels der Vergleichereinheit die Regelabweichung x vergrößert, so daß der Reglereingriff stärker wird und ein zu starkes Ansteigen der Differenzdrehzahl bei schneller Lastzunahme bzw. ein Schließen der Kupplung bei schneller Lastrücknah verhindert werden kann.
Nach den Ansprüchen 7 bis 9 soll in einer Vergleichereinheit fortlaufend der Istwert der Drehzahldifferenz _Λ_ n mit einem Sollwert verglichen werde der einer sehr geringen Drehgeschwindigkeitsdifferenz __,cü entspricht. Die daraus entstehende Abweichung wird einer
Regeleinrichtung zugeführt, die einen Proportionalteil und einen Integralteil aufweist, wobei der Proportionalteil in Abhängigkeit von der Motorlast veränderbar ist. Mit steigender Motorlast kann der Proportionalanteil vergrößert werden und der Integralteil bei größeren Regelabweichungen x und/oder schneller Änderung der Motorlast dahingehend verändert werden, daß sein Eingriff verstärkt wird. Dem Anspruch 10 zufolge kann der Proportionalanteil in Abhängigkeit der Laständerungsgeschwindigkeit derart verändert werden, daß mit steigender Laständerungsgeschwindigkeit der Proportionalanteil vergrößert wird. Schließlich kann gemäß Anspruch 11 der Proportionalanteil in Abhängigkeit der Regelabweichung x am Summierer (Vergleicher) so gebildet werden, daß mit größeren Regelabweichungen ein Faktor des Proportionalanteils vergrößert wird. Damit werden die Reglerparameter an verschiedene Betriebszustände der Regelstrecke angepaßt mit dem Ziel, bei verschiedenen Betriebszuständen die Regelabweichungen möglichst klein zu halten. Außerdem wird bei Verkleinerung der Regelabweichun x der Gefahr des Schließens der dem hydrodynamischen Drehmomentwandler zugeordneten Kupplung dadurch vorgebeugt daß dann der (öffnende) Reglereingriff stärker erfolgt. Bei einer erfindungsgemäßen Ausgestaltung des Verfahrens zur Regelung soll nach Anspruch 12 jedem Wert der Last der Brennkraftmaschine in der Regeleinrichtung eine bestimmte Stellgröße zugeordnet sein. Dadurch soll erreicht werden, daß der dem Motormoment zugeordnete Druck lastabhängig eingestellt wird, ohne daß es zuvor zu einer größeren Regelabweichung kommen muß. Diese Maßnahme unterstützt das in Anspruch 8 beschriebene Regelverfahren.
In Ausgestaltung des Regelverfahrens nach Anspruch 12 soll dem Anspruch 13 zufolge die Schließkraft der Kupplung dem Wert der Last fortlaufend angepaßt werden, wobei aus gespeicherten Betriebsparametern die Tendenz einer Verschiebung der bei dem jeweiligen stationären Betriebszustand notwendigen Stellgröße für eine bestimmte Schließkraft erkannt wird, woraus die für die Adaption notwendigen Veränderungen der Zuordnung abgeleitet werden. Dadurch wird erreicht, daß der in Anspruch 9 beschriebene Vorteil stets in gleichem Maße erhalten bleibt und sich nicht durch. Änderung der Zuordnungen (z. B. Reibwertänderungen) verringert.
Im Anspruch 14 wird vorgeschlagen, daß die Regelung einen zusätzlichen ersten Signalpfad aufweist, über welchen mittels eines Anpaßwertes und eines Zeitgliedes die verzögerte Steuergrößenänderung und verzögert wirksame Kupplungsschließkraftänderung bei schnellen Motorlaständerungen kompensiert werden können, wobei das Zeitglied als verzögertes Differentialglied wirkt, welches das dynamisch verzögerte Verhalten der Steuergröße (Kupplungsdruck) und der wirksamen Schließkraft simuliert. Mit dieser Maßnahme kann die regelstreckenbedingte verzögerte Umsetzung in eine Steuergröße (Kupplungsdruck) und eine entsprechende Schließkraft kompensiert werden, indem der Ausgangswert des Steuergerätes (Steuerstrom) angepaßt größere bzw. kleinere Werte annimmt als für stationäre Betriebszustände notwendig. Bei einer weiteren Ausgestaltung dieses erfindungsgemäßen Regelungsverfahrens nach Anspruch 15 soll die Stellgröße über einen zweiten Signalpfad mit einem vorgegebenen zeitlichen Gradienten schnell abgesenk werden, wenn die Drehzahldifferenz ihren Sollwert und ein zusätzliche, unterhalb des Sollwertes liegende Schwelle unterschreitet. Diese Funktion verhindert das Schließen der Kupplung, wenn die Drehzahldifferenz zu stark absinkt, durch schnelleres gesteuertes Druckabsenken, besonders wenn dieses schnellere Druckabsenken durch den Regler allein aus Stabilitätsgründen nicht möglich ist.
Gemäß Anspruch 16 soll ein Geberelement vorgesehen sein, das den im Zug- und Schubbetrieb über die Kupplung erfolgenden Momentenfluß erfaßt und dann, wenn kein
Momentenfluß stattfindet, die Stellgröße auf Null setzt, von wo aus die Regelung wieder startet, wenn ein erneuter Momentenaufbau erfolgt. Stellt sich ein Betriebszustand ohne Momentenfluß ein, so muß der Kupplungsdruck möglichst schnell und vollständig auf Null abgesenkt werden, damit ein ungewolltes und den Komfort beeinträchtigendes Schließen der Kupplung verhindert wird. Dies kann mit der beschriebenen Maßnahme erreicht werden, ohne Rücksicht darauf, ob einzelne Signalpfade der Reglereinrichtung einen noch kurzzeitig größeren Wert der Stellgröße einstellen.
Bei einem erfindungsgemäßen Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges einer zwischen Brennkraftmaschine und Getriebe angeordneten hydrodynamischen Kupplung parallelgeschaltet ist, soll gemäß Anspruch 17 bei Unterschreitung eines ersten Temperaturgrenzwertes des Kühlwassers der Brennkraftmaschine oder des Schmieröls des Getriebes die Kupplung selbsttätig in ihren ausgerückten Zustand gesteuert werden. Dabei kann dem Anspruch 18 zufolge oberhalb des ersten Temperaturgrenzwertes ein zweiter .Temperaturgrenzwert vorgesehen sein. Zwischen dem ersten unteren und dem zweiten oberen Temperaturgrenzwert wird die Drehzahldifferenz erhöht. Alternativ dazu besteht die Möglichkeit gemäß Anspruch 19, daß oberhalb des ersten Temperaturgrenzwertes ein zweiter Temperaturgrenzwert vorgesehen ist, wobei bei Überschreitung des ersten Temperaturgrenzwertes mit zunehmender Temperatur bis zum zweiten Temperaturgrenzwert nach einer definierten Kennlinie die vorgegebene Drehzahldifferenz zurückgenommen wird. Weiterhin soll gemäß Anspruch 20 von einer Steuerelektronik der Brennkraftmaschine nach dem Start für eine kurze Zeit der Regeleinrichtung eine Temperaturinformation über die Motoröltemperatur oder die Motorkühlwassertemperatur zur Verfügung stehen, wobei mit dem Temperaturwert eine zeitabhängige Kennlinie gesetzt wird, nach der eine erhöhte Drehzahldifferenz zurückgenommen wird. Unterhalb des ersten unteren Temperaturgrenzwertes ist aufgrund der hohen Motorungleichförmigkeit bei kaltem Motor und der hohen ölviskosität eine Kup lungsregelung nicht zufriedenstellen durchzuführen. Bei höheren Betriebstemperaturen, die aber noch nicht der üblichen Betriebstemperatur entsprechen (Grenzwert 2) sind die Motorungleichförmigkeit und die lviskosität noch erhöht, so daß mit einem erhöhten
Kupplungsschlupf komfortable Betriebszustände eingestellt werden können. Die Gefahr des Verbrennens der Kupplung besteht bei den geringen öltemperaturen nicht.
Bei einer Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens, bei der die Kupplung als Reibkupplung ausgebildet ist, soll nach Anspruch 21 ein die Kupplung ein- und ausrückendes Stellglied beidseitig über Betätigungsräume mit einem von der Regeleinrichtung geregelten hydraulische Betätigungsdruck als Stellgröße beaufschlagbar sein. Über eine derartige doppelt wirkende Betätigung der Kupplung lassen sich geregelte Schlupfzustände oder ein völliges Ausrücken problemlos einstellen. Gemäß Anspruch 22 soll jedem Betätigungsraum ein den Betätigungsdruck einstellendes Regelventil zugeordnet sein, wobei beide Regelventile über einen von der Regeleinrichtung eingestellten Vorsteuerdruck beaufschlagbar sind.
Dabei kann nach Anspruch 23 ein erstes Regelventil, das den Betätigungsdruck in einem ersten Betätigungsraum der Reibungskupplung einstellt, hydraulisch vorgesteuert sein und mittels seines Kolbenschiebers in einer ersten Endstellung bei geringem Vorsteuerdruck bzw. Vorsteuerdru gleich Null den ersten Betätigungsraum druckbeaufschlagen und in einer zweiten Endstellung bei erhöhtem Vorsteuerdruck den ersten Betätigungsraum entleeren sowie das zweite Regelventil derart mit Vorsteuerdruck beaufschlagen und dessen Kolbenschieber verstellen, daß der zweite Betätigungsraum mit einem hydraulischen Betätigungsdruck beaufschlagt wird. Diese Reihenschaltung der beiden Regelventile innerhalb der Vorsteuerdruck führenden Leitung führt zu Verzögerungen in der Schaltung der beiden Ventile und damit zu einer Dämpfung der Schaltvorgänge der Kupplung.
Weiterhin soll gemäß Anspruch 24 ein als 3/2- Wegeventil ausgebildetes Schmierventil an das Hauptdrucksystem und an einen Entleerungsanschluß des zweiten Regelventils, der in dessen erster Stellung Druckmittel aus dem zweiten Betätigungsraum abführt, angeschlossen sein, wobei das Schmierventil in seinen beiden Schaltstellungen dem Getriebe jeweils Druckmittel aus dem Hauptdrucksystem oder dem Entleerungsanschluß zur Schmierung zuleitet. Bei gesicherter Schmiermittelversorgung des Kraftfahrzeuggetriebes kann folglich auf eine separate Schmiermittelpumpe verzichtet werden. Nach Anspruch 25 kann das Schmierventil mit dem Druck der Vorsteuerleitung vorgesteuert sein, während alternativ dazu nach Anspruch 26 das Schmierventil mit dem Druck des Entleerungsanschlusses des zweiten Wegeventils vorgesteuert ist.
In weiterer Ausgestaltung der Erfindung ist gemäß Anspruch 27 in der VorSteuerleitung ein stromproportional wirkendes, elektromagnetisches Drucksteuerventil angeordnet. Dieses Drucksteuerventil stellt den auf die beiden Wegeventile und gegebenenfalls das Schmierventil wirkenden Vorsteuerdruck proportional zu einem elektrischen Steuerstrom ein, wobei der Steuerdruck weitgehend unabhängig von der Temperatur des Druckmittels ist. Zur Dämpfung der während der Regelvorgänge durch das Drucksteuerventil in der Vorsteuerleitung verursachten Druckschwingungen kann gemäß Anspruch 28 in der Vorsteuerleitung ein hydraulisches Dämpfungsglied angeordnet sein.
Schließlich soll gemäß Anspruch 29 die elektronische Regelung des Drucksteuerventils derart aufgebaut sein, daß zur Erfassung von Drehzahlen bzw. Drehzahldifferenzen eine mehrpolige Schlitzscheibe bzw. ein Zahnrad, das mit einem Drehzahlsensor zusammenwirkt, vorgesehen sind, wobei in einer nachgeschalteten Impulsflächenaufbereitung exakt gleiche Impulsflächen erzeugt werden, von welchen in einem nachfolgenden Bandpaßfilter Restwelligkeit und selektive Eckdaten des DrehschwingungsSignals bestimmt werden und schließlich in einer nachgeschalteten Stufe eine einen direkten Bezug zur Istgröße aufweisende AusgangsSpannung erzeugt wird.
Diese Schaltung ermöglicht mit vergleichsweise geringem Aufwand Drehschwingungen, welche in frequenzmodulierter Form im Signalverlauf des
Drehzahlaufnehmers enthalten sind, selektiv zu entnehmen. Entscheidend für die Funktion der Schaltung sind die Eckdaten des Bandpaßfilters. Es werden damit Effekte erzielt, welche die Qualität des Ausgangssignales maßgeblich beeinflussen. Durch geschickte Wahl der Eckfrequenzen des Bandpaßfilters kann ein diskreter Drehschwingungsanteil im Betriebsdrehzahlbereich unterdrückt oder hervorgehoben werden. Damit wird erreicht, daß auch kleinste Schwingungsamplituden, welche zu Drehschwingungserregungen und damit zu Brummen führen, als "Istwertsignal" für den Regelkreis zur Verfügung stehen. Diese Maßnahme führt auch zur Verbesserung des Signal-/Rauschverhältnisses und erlaubt insgesamt eine Schaltungsauslegung, welche den Anforderungen entsprechen temperatur- und langzeitstabil ist. Gleichzeitig wird die Signalauflösung so gesteigert, daß kleinste Drehgeschwindigkeitsdifferenzen (ΔtO<0,l rad/se ausgeregelt werden können.
In der Ausgangsstufe wird nicht nur eine der Drehschwingungs-Wechselamplitude proportionale Gleichspannung erzeugt.
Ein nachgeschalteter Tiefpaß bewirkt, daß z. B. Störgrößen welche über Fahrweise und Fahrbahneinflüsse als Drehschwingung in Erscheinung treten, unterdrückt werden. Das heißt, mit beliebig schmalbandigem Bandpaßverhalten und entsprechend angepaßter Grenzfrequenz von Tiefpaß 2 kann eine diskrete Brummresonanzfreguenz frei von übrigen Störgrößen in Form einer "Istwert- Gleichspannung" dem Regelkreis zugeführt werden. Der Arbeitspunkt des Reglers kann hierbei so gelegt werden, daß mehr als 50 % der verfügbaren Signalamplitude zur Brummausregelung zur Verfügung steht.
Die Erfindung ist nicht auf die Merkmalskombination der Ansprüche beschränkt. Für den Fachmann ergeben sich weitere sinnvolle Kombinationsmδglichkeiten von Ansprüchen und einzelnen Anspruchsmerkmalen aus der Aufgabenstellung.
Zur weiteren Erläuterung der Erfindung wird auf die Zeichnung verwiesen, in der Ausführungsbeispiele vereinfacht dargestellt sind. Es zeigen
Fig. 1 eine Vorrichtung zur Regelung einer
Kupplung mit hydraulisch vorgesteuerten Regelventilen;
Fig. 2 eine alternative Ausgestaltung einer
Vorrichtung zur Regelung einer Kupplung;
Fig. 3 ein Blockschaltbild einer ersten Ausgestaltung eines Regelkreises für eine geregelte Kupplung;
Fig. 4 ein Blockschaltbild einer zweiten
Ausgestaltung eines Regelkreises für eine geregelte Kupplung;
Fig. 5 ein erweitertes Blockschaltbild für eine Regelung einer Kupplung nach Fig. 3,
Fig. 6 ein erweitertes Blockschaltbild für eine
Regelung einer Kupplung nach Fig. 4 und
Fig. 7 eine schematische Darstellung einer elektronischen Einrichtung zur Ermittlung von Drehzahlen und
Drehgeschwindigkeitsdifferenzen.
In den Fig. 1 und 2 ist mit 1 eine Hydraulikpumpe bezeichnet, die Druckmittel in eine Hauptdruckleitung 2 fördert. Die Hauptdruckleitung 2 ist angeschlossen an ein Druckreduzierventil 3, ein erstes Regelventil 4, ein zweites Regelventil 5 und ein Schmierventil 6. Dem Druckreduzierventil 3 ist ein Drucksteuerventil 7 nachgeordnet, das eine Ablaufleitung 8 zum Tank stromproportional auf- oder zusteuert. Dieses Drucksteuerventil 7 ist betätigt von einem Steuergerät 44 und beherrscht den Druck in seiner ausgangsseitigen Vorsteuerleitung 9. Diese Vorsteuerleitung 9 ist an ein Dämpfungsglied 10 sowie einen stirnseitigen Vorsteuerraum 11 und einen Steuerraum 12 des ersten Regelventils 4 angeschlossen. Darüber hinaus weist das erste Regelventil 4 fünf Ringräume 13a bis e auf, deren Zu- und Abfluß des Druckmittels von einem gegen die Kraft einer Feder 14 verlagerbaren Kolbenschieber 15 beherrscht wird, welcher Steuerkolben 16 bis 18 aufweist. Der erste Ringraum 13a ist zum Druckmittelablauf hin geöffnet, während der zweite Ringraum 13b über eine erste Betätigungsleitung 19 an einen ersten Betätigungsraum 20 einer Reibungskupplung 21 angeschlossen ist. Diese Reibungskupplung 21, dient als Wandlerüberbrückungskupplung d. h., von einer Antriebswelle 22 aus wird über einen hydrodynamischen Drehmomentwandler 23 bei ausgerückter Reibungskupplung 21 Drehmoment auf eine Abtriebswelle 24 übertragen. Die Reibungskupplung 21 ist diesem hydrodynamischen Drehmomentwandler 23 parallel geschaltet, so daß bei völlig eingerückter Reibungskupplung 21 das gesamte Drehmoment über die Reibungskupplung 21 schlupffrei von der Antriebswelle 22 zur Abtriebswelle 24 übertragen wird.
Der Ringraum 13c des ersten Regelventils 4 ist angeschlossen an die Hauptdruckleitung 2, während eine Verbindungsleitung 25 zum Anschluß des Ringraums 13d an einen stirnseitigen Vorsteuerraum 26 des zweiten Regelventils 5 dient. Schließlich ist der Ringraum 13e zum Druckmittelablauf hin geöffnet. Das zweite Regelventil 5 weist einen Steuerschieber 27 mit Steuerkolben 28 bis 30 auf. Im Inneren des zweiten Regelventils 5 sind, abgesehen vom stirnseitigen Vorsteuerraum 26, Ringräume 31a bis 31d angeordnet. Der Ringrau 31a ist dabei angeschlossen an die Hauptdruckleitung 2, während der Ringraum 31b über eine zweite Betätigungsleitung 32, innerhalb welcher ein Kühler 33 angeordnet ist, an einen zweiten Betätigungsraum 34 der Reibungskupplung 21 angeschlossen ist. Das in den Fig. 1 und 2 dargestellte Schmierventil 6 weist einen Ventilschieber 35 auf, der stirnseitig eine Feder 36 und dieser gegenüberliegend einen Steuerraum 37 hat. Der Ventilschieber 35 ist mit Steuerkolben 38 und 39 versehen, die Ringräume 40a bis 40c beherrschen. An den Ringraum 40b ist eine SchmierÖlleitung 41 angeschlossen, die zu Schmierεtellen des nicht näher dargestellten Kraftfahrzeuggetriebes führt.
Bei dem Ausgestaltungsbeispiel nach Fig. 1 führt von dem Ringraum 31c des zweiten Regelventils 5 eine Leitung 42 verzweigt zu dem Ringraum 40a und zum Steuerraum 37 des Schmierventils 6. Der Ringraum 40c ist unter Zwischenschaltung einer Drossel 43 an die Hauptdruckleitung 2 angeschlossen.
Die Funktion der hydraulischen Steuereinrichtung nach Fig. 1 ist folgende: Über das Druckreduzierventil 3 wird in der Vorsteuerleitung 9 ein konstanter, gegenüber dem Hauptdruck reduzierter Steuerdruck eingestellt, der nur durch die Stellung des von dem Steuergerät 44 verstellten Drucksteuerventils 7 veränderlich ist, wobei dieses stromproportional die Ablaufleitung 8 öffnet oder schließt. Ist diese Ablaufleitung 8 durch das Drucksteuerventil 7 geöffnet - wie in der Fig. 1 dargestellt -, so wirkt im stirnseitigen Vorsteuerraum 11 des Kolbenschiebers 15 ein geringer VorSteuerdruck, und der Kolbenschieber 15 ist durch die Kraft der Feder 14 in seine unterste Stellung verschoben, in welcher die Hauptdruckleitung 2 über die Ringräume 13b und c mit der ersten Betätigungsleitung 19 verbunden ist, so daß sich im ersten Betätigungsraum 20 der Reibungskupplung 21 ein Betätigungsdruck aufbaut, der in der Richtung eines Ausrückvorgangs der Reibungskupplung 21 wirkt. Da der stirnseitige Vorsteuerraum 26 des zweiten Regelventils über die Verbindungsleitung 25 sowie Ringräume 13d und e zum Ablauf hin geöffnet ist, befindet sich dieses Ventil 5 ebenfalls in seiner unteren Stellung, in der es die zweite Betätigungsleitung 32 über Ringräume 31b und c und die Leitung 42 mit dem Steuerraum 37 des Schmierventils 6 verbindet. Der Ventilschieber 35 des Schmierventils 6 ist gegen die Kraft der Feder 36 in seine obere Position verschoben, in der das in der Leitung 42 anstehende Druckmittel über die Ringräume 40a und b dieses Ventils in die Schmierölleitung 41 gelangen kann.
Wird das Drucksteuerventil 7 über das Steuergerät 44 in eine Stellung verschoben, in welcher die Ablaufleitung mehr oder weniger abgesperrt ist, so steigt der
Vorsteuerdruck in der Vorsteuerleitung 9 und folglich auch im stirnseitigen Vorsteuerraum 11 des Regelventils 4 an, so daß sich dessen Kolbenschieber 15 in eine Position bewegt, in der Druckmittel aus dem ersten Betätigungsraum 20 der Reibungskupplung 21 über die Ringräume 13b und a abgeführt wird und in der vom Steuerraum 12 aus über den Ringraum 13d der Vorsteuerdruck über die Verbindungsleitung 25 ebenfalls zum stirnseitigen Vorsteuerraum 26 des zweiten Regelventils 5 gelangt. Dadurch wird mit einer Verzögerung der Steuerschieber 27 gegen Federkraft verschoben und verbindet die Hauptdruckleitung 2 unter Einbeziehung des Kühlers 33 mit dem zweiten Betätigungsraum 34, wodurch die Reibungskupplung 21 in ihre eingerückte Stellung bewegt wird. In dieser Position des zweiten Regelventils 5 wird über die Ringräume 31c und d Druckmittel aus der Leitung 42 abgeführt, so daß der Ventilschieber 35 des Schmierventils 6 durch die Feder 36 in seine untere Stellung verschoben wird. Nunmehr gelangt Druckmittel zu den Schmierstellen aus der Hauptdruckleitung 2 über die Ringräume 40b und c des Schmierventils 6. Während des erfindungsgemäßen Regelvorganges der Reibungskupplung werden Schlupfzustände mit dieser elektro-hydraulischen Steuereinrichtung eingestellt, bei welchen ein geregeltes Druckniveau in den Betätigungsräumen 20 und 34 der Reibungskupplung 21 herrscht.
Im Unterschied zur Fig. 1 wird nach Fig. 2 dem Schmierventil 6 in seinem Steuerraum 37 unmittelbar aus der Vorsteuerleitung 9 VorSteuerdruck zugeführt. Von dem Ringraum 31c des zweiten Regelventils 5 führt eine
Leitung 45 zum Ringraum 40c des Schmierventils 6. An den Ringraum 40a ist die Hauptdruckleitung 2 unmittelbar angeschlossen, wobei in diesem Zweig der Hauptdruckleitung 2 eine Drossel 46 angeordnet ist. Dabei ist die Funktion der Einrichtung nach Fig. 2 folgendermaßen: Übereinstimmend mit der Ausführung nach Fig. 1 baut sich in Abhängigkeit von den Stellungen der über den Steuerdruck in der Vorsteuerleitung 9 beherrschten Wegeventile 4 und 5 in den Betätigungsräumen 20 und 34 ein bestimmter Betätigungsdruck auf. Ist der Druck in der
Vorsteuerleitung 9 relativ gering, so befindet sich der Ventilschieber 35 des Schmierventils 6 in seiner unteren Stellung, wobei den Schmierstellen Druckmittel aus dem zweiten mit dem Wandlerinnenraum verbundenen Betätigungsraum 32 zugeführt wird. Steigt der Druck in dem Steuerraum 37 des Schmierventils 6 an, so stellt der Ventilschieber 35 über die Ringräume 40a und b eine Verbindung zwischen der Hauptdruckleitung 2 und der Schmierölleitung 41 her. Die Fig. 3 zeigt ein Blockschaltbild einer ersten Ausführung der erfindungsgemäßen Regelung der Kupplung. Dabei ist in der schematischen Darstellung mit 47 ein Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs bezeichnet, der über die bereits in den Fig. 1 und 2 gezeigte Antriebswelle 22 die regelbare Kupplung 21 antreibt. Abtriebsseitig führt von der Kupplung 21 die Abtriebswelle 24 zu einer Übertragungseinheit 48, die beispielsweise als Kraftfahrzeuggetriebe ausgebildet sein kann. Schließlich ist aus der Ubertragungseinheit 48 eine Ausgangswelle 49 herausgerührt. Eine Regelgrößenberechnungseinheit 50 ermittelt im vorliegenden Fall laufend die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δüύder Ausgangswelle 49 als Maß der Drehungleichför igkeit. Die Drehgeschwindigkeitsdifferenz A ü kann abtriebsseitig der Kupplung auch an der Abtriebswelle 24 oder Wellen bzw. Zahnrädern der Ubertragungseinheit 48 erfaßt werden und wird einer Vergleichereinheit 51 als Istwert x zugeführt, wobei die Vergleichereinheit 51 aus einem vorgegebenen festen Sollwert w eine Regelabweichung x bestimmt. Der Sollwert w repräsentiert dabei eine Größe der DrehungleichförmigkeitΔω der Ausgangswelle 49 oder der Abtriebswelle 24 bzw. der Elemente der Übertragungseinheit 48, bei der diese als oberer Grenzwert noch nicht zu Geräuschen im Antriebsstrang und an Karosserieteilen führt. Mit der Regelabweichung xw bestimmt ein Regler 52 nach einem bestimmten Algorithmus eine Stellgröße y (Kupplungsdruck oder Kupplungsweg) , die die Kupplung 21 so schlupfen läßt, daß die Drehgeschwindigkeitsdifferenz A u mit ihrem Istwert x den vorgegebenen Sollwert (Grenzwert) nicht oder nur unwesentlich übersteigt. Zur Dämpfung der Schwingungen des Antriebsstranges genügt normalerweise ein geringer Kupplungsschlupf. Dieser wird in einer Maximalschlupf- Überwachungseinheit 53 erfaßt. Nur bei Erreichen oder Überschreiten eines vorgegebenen maximalen Schlupfes über eine längere Zeit gibt die Maximalschlupf- Überwachungseinheit 53 einen vorgegebenen Korrekturwert K aus, der den Sollwert w über eine weitere Vergleichereinheit 54 so beeinflußt, daß der Schlupf der Kupplung 21 schnell verringert wird oder die Kupplung 21 ganz öffnet. Selbstverständlich besteht die Möglichkeit, den KupplungssehlupfA n auch zwischen der Antriebswelle 22 und der Abtriebswelle 24 zu ermitteln, und die Drehgeschwindigkeitsdifferenz4ώ) kann durch Meßwertaufnehmer an der Abtriebswelle 24 oder innerhalb der Übertragungseinheit 48 erfaßt werden.
Die Fig. 4 zeigt als Blockschaltbild ein Ausgestaltungsbeispiel des Verfahrens zur Regelung einer Kupplung nach Nebenanspruch 2. In der εchematisehen
Darstellung ist wiederum mit 47 der Antriebsmotor des Kraftfahrzeugs bezeichnet, der über die Antriebswelle 22 die regelbare Kupplung 21 antreibt. Abtriebsseitig führt von der Kupplung 21 die Abtriebswelle 24 zu der Übertragungseinheit 48, die als Kraftfahrzeuggetriebe ausgebildet ist. Aus der Übertragungseinheit 48 ist eine Ausgangswelle 49 herausgeführt. Eine
Regelgrößenberechnungseinheit 61 ermittelt laufend aus den Drehzahlen der Antriebswelle 22 und der Abtriebswelle 24 eine Differenzdrehzahl Δ n und führt diese einer
Vergleicher- oder Summiereinheit 62 als Istwert x zu.
Einem ersten Sollwertgeber 63 werden Betriebsparameter des
Antriebsmotors 47, wie z. B. die Motordrehzahl n M.. und die
Drosselklappenstellung O DK zugeleitet, aufgrund welcher der Sollwertgeber 63 eine bestimmte Differenzdrehzahl ΔH als Sollwert w an die Vergleicher- oder Summiereinheit 62 vorgibt. Ein Regler 64 gibt aufgrund des Vergleiches von Soll- und Istwert der Differenzdrehzahl Δ n eine bestimmte Stellgröße y an die Kupplung 21 aus. Diesem Regelkreis ist ein zweiter Regelkreis überlagert, der eine Regelgrößenberechnungseinheit 65 aufweist, die zur Bestimmung der jeweiligen Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ6ü der Ausgangswelle 49 dient. Diese
Regelgrößenberechnungseinheit 65 kann an jede beliebige Welle oder Übertragungseinrichtung abtriebsseitig der Kupplung 21 angeschlossen sein und liefert ein Maß für die Drehungleichförmigkeit. Die
Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ. LU wird einem zweiten Sollwertgeber 66 zugeführt, der wahlweise über einen Pfad 67 auf den ersten Sollwertgeber adaptiv einwirken kann oder alternativ über einen Pfad 67a den von dem ersten Sollwertgeber 63 gelieferten ersten Sollwert an der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 additiv überlagert.
Die Funktionsweise der Einrichtung ist wie folgt: Die Regelgrößenberechnungseinheit 61 erfaßt laufend aufgrund der An- und Abtriebsdrehzahl der Kupplung 21 die Differenzdrehzahl A n und führt diesen Wert x der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 zu, die außerdem aus dem ersten Sollwertgeber 63 einen aufgrund der Betriebsparameter des Antriebsmotor 47 gebildeten
Sollwert w erhält. Aufgrund dieser Betriebsparameter wird der Sollwert derart verändert, daß unter normalen Bedingungen ein Karosseriedröhnen am Kraftfahrzeug nicht auftritt. Nimmt jedoch die Drehgeschwindigkeitsdifferenz ΛΛ) einen Wert an, bei dem erfahrungsgemäß Karosseriedrδhnen auftritt, so gibt der zweite Sollwertgeber 66 einen zweiten Sollwert aus, wobei dieser zweite Sollwert den Sollwert w des ersten Sollwertgebers 63 so adaptiert, daß dieser einen erhöhten Sollwert ausgibt. Darüber hinaus besteht die Möglichkeit, daß der zweite Sollwert unmittelbar additiv auf die Vergleicher- oder Summiereinheit 62 wirkt. Der erste Sollwertgeber 63 erfaßt die Betriebsparameter, bei denen er vom zweiten Sollwertgeber 66 adaptiert wurde, so daß bei Wiederauftreten der gleichen BetriebsparameteroDK, nM ein erhöhter Sollwert w ausgegeben wird. Somit kann zunächst ein geringer KupplungsschlupfΔn eingestellt werden und dieser durch den zweiten Sollwertgeber 66 derart korrigiert werden, daß komfortable Zustände realisiert werden.
In der Fig. 5 ist ein erweitertes Blockschaltbild dargestellt, das einen Grundregelkreis gemäß Fig. 3 enthält. Die Funktionen Antriebsmotor 47, Antriebswelle 22, Kupplung 21, Abtriebswelle 24, Übertragungseinheit 48 und Ausgangswelle 49 sind in einem gemeinsamen Block zusammengefaßt. In Übereinstimmung mit Fig. 3 wird über die Regelgrößenberechnungseinheit 50 aus der Drehzahl n , , also einer Drehzahl abtriebsseitig zur Kupplung 21, die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Aόü bestimmt und der Vergleichereinheit 51 zugeführt. In die Summiereinheit 54 gehen Führungsgrößen folgender Betriebsparameter des
Kraftfahrzeugs ein: Laständerungsgeschwindigkeit ' , wrWτec.hsel, als Wechsel von Zug- auf Schubbetrieb, wS_c,hal.t. für einen Schaltvorgang des Kraftfahrzeuggetriebes und w als Wert für die Temperatur des Kühlwassers des
Antriebsmotors. Der Regler weist einen P-Anteil auf, der durch Blöcke 68 und 69 gekennzeichnet ist. Weiterhin weist er einen I-Anteil auf, gekennzeichnet durch Blöcke 70 und 71. Schließlich hat der Regler noch einen D-Anteil, der anhand von Blöcken 72 und 80 dargestellt ist. Auf den P-Anteil wirkt ein Steuerwert Kl, auf den I-Anteil unmittelbar die Last in Abhängigkeit der Drosselklappenstellung Oζ _ D.J„s. und/oder
O Ü*K und/oder xτWτ und auf den D-Anteil ein Korrekturwert K Δ.
Die Fig. 6 stellt ein erweitertes Blockschaltbild der Fig. 4 dar. Dabei ist wiederum als Regelstrecke ein Block dargestellt, der die Funktionen Antriebsmotor 47, Antriebswelle 22, Kupplung 21, Abtriebswelle 24, Übertragungseinheit 48 und Ausgangswelle 49 enthält. Die Drehzahlen na„n„ und na,b der Antriebswelle 22 und der
Abtriebswelle 24 werden der Regelgrößenberechnungseinheit zugeleitet, die den Wert der Drehzahldifferenz Δ n bildet und diesen der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 als Istwert x zuführt. Eine zweite
Regelgrößenberechnungseinheit 65 ermittelt aufgrund der Drehzahl n . Drehgeschwindigkeitsdifferenzen AÜJL, und führt diesen Wert dem zweiten Sollwertgeber 66 zu. Der erste Sollwertgeber 63 bildet aufgrund der Betriebsparameter Motorlast aus
Drosselklappenstellung O - D.-K. und Motordrehzahl nM einen ersten Sollwert w. Je nach Ausbildung der Einrichtung kann der zweite Sollwertgeber 66 adaptiv auf den ersten Sollwertgeber 63 wirken oder der zweite Sollwert wird der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 direkt zugeleitet und zum ersten Sollwert addiert (dargestellt als gestrichelter Pfad) .
Es sind wiederum Sonderfunktionen vorhanden, die den Sollwert erhöhen und damit über den Regler wirken. So wird zum einen die Laständerungsgeschwindigkeit ύt D„ ermittelt und als Führungsgröße W, der Vergleicher- oder Summiereinheit 62 zugeführt. Dargestellt als Führungsgröße ww chse*ι ist eine Sensoreinrichtung, die die Motorlast ermittelt und derart auf den Sollwert einwirkt, daß unterhalb einer bestimmten Motorlast im Zug- wie Schubbetrieb eine erhöhte Differenzdrehzahl AH eingestell wird. Die Einrichtung, bezeichnet als Führungsgröße w , , überwacht Schaltvorgänge des Fahrzeuggetriebes 48. Die Einrichtung, angegeben im Block Führungsgröße w sorgt dafür, daß in Abhängigkeit der Temperatur des Kühlwassers des Antriebsmotors oder der öltemperatur des Kraftfahrzeuggetriebes die Kupplung mehr oder weniger eingerückt oder geöffnet ist. Ein Block 72 öffnet die Kupplung bei niedriger Drehzahl n , , ein Block 73 stellt in Abhängigkeit von der Motorlast eine bestimmte Schließkraft der Kupplung ein. Ein Block 74 mit nachgeordnetem Zeitglied 74a und dem D-Glied 80 bewirkt ein dynamisches Verhalten der Steuergröße y und der Schließkraft der Kupplung, so daß verzögerte Steuergrößenänderungen und verzögert wirksame Kupplungsschließkraftänderungen bei schnellen Motorlaständerungen kompensiert werden können. Ein Block 75 bewirkt eine Schnellöffnung der Kupplung nach einem vorgegebenen zeitlichen Gradienten, wenn die Differenzdrehzahl Δn ihren Sollwert unterschreitet und zusätzlich eine weitere Schwelle unterhalb des Sollwertes unterschreitet mit dem Ziel, daß die Tendenz der Kupplung, sich zu schließen, verhindert wird.
Die Regeleinrichtung weist einen Proportionalanteil auf, der in Abhängigkeit von der Motorlast 0 D_K verändert wird, so daß mit steigendem Wert -V der Proportionalanteil vergrößert wird (Pfad 76) . Über einen Pfad 77 wird der Proportionalanteil in Abhängigkeit von der Regelabweichung x so verändert, daß mit größeren
Regelabweichungen der Proportionalanteil vergrößert wird, über einen Signalpfad 78 wird bei schneller Änderung der Motorlast der Integralanteil der Regeleinrichtung dahingehend verändert, daß sein Eingriff stärker wird, als bei konstanter oder sich nur langsam ändernder Motorlast, so daß die Tendenz der Differenzdrehzahl Δ n, bei schneller Änderung der Motorlast weit von ihrem Sollwert abzuweichen, verringert wird. Schließlich ist noch ein Signalpfad 79 vorgesehen, der den Momentenfluß über die Kupplung überwacht und dann, wenn kein Momentenfluß stattfindet, die Steuergröße y auf Null setzt, von wo aus die Regelung wieder startet, wenn ein erneuter Momentenaufbau erfolgt.
In der Fig. 7 ist eine elektronische Einrichtung zur Ermittlung von Drehzahlen und
Drehgeschwindigkeitsdifferenzen schematisch dargestellt. Eine Schlitzscheibe 55 wirkt mit einem Drehzahlsensor 56 zusammen, wobei die ermittelten Drehzahlwerte einer aus einem Impulsformer 57 und einem Mono-Flop 58 bestehenden Impulsflächenaufbereitung zugeführt werden. Diese Impulsflächenaufbereitung erzeugt für die jeweilige Eingangsdrehzahl exakt gleiche Impulsflächen. Die Impulsfolgen durchlaufen einen Bandpaßfilter 59, welcher Restwelligkeit und gleichzeitig die selektiven Eckdaten des Drehschwingungssignals bestimmt. Dieses Signal durchläuft eine Stufe 60, deren AusgangsSpannung einen direkten Bezug zur Istgröße x der
Drehgeschwindigkeitsdifferenz COoder der Wellendrehzahl aufweist.
Bezu szeichen
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Figure imgf000029_0001
67 Pfad
67a Pfad
68 Block für P-Anteil
69 Block für P-Anteil 70 Block für I-Anteil
71 Block für I-Anteil
72 Block für öffnen der Kupplung bei niedriger
Drehzahl nan
73 Block für Schließkraft der Kupplung 74 Block für Kompensation von Steuergrößen- und
- Kupplungsschließkraftänderungen
74a Zeitglied
75 Block für Schnellöffnung der Kupplung
76 Pfad 77 Pfad
78 Signalpfad
79 Block für Öffnung für TM = 0
80 Block für D-Glied
81 Signalpfad 82 Signalpfad

Claims

A n s p r ü c h e
1. Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges zwischen einer An- und einer Abtriebswelle angeordnet ist, wobei im Antriebsstran eine Sensoreinrichtung (55, 56) zur Erfassung einer Drehgeschwindigkeitsdifferenz 6Ü vorgesehen ist, mit eine Regeleinrichtung (52) , die in Abhängigkeit von der durch die Sensoreinrichtung ermittelten Regelgröße die der Kupplung- zuzuführende, die Drehzahldifferenz Δ n beeinflussende Stellgröße y steuert, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die Regeleinrichtung (52) eine Vergleichereinheit (51) aufweist, in welcher ein im Antriebsstrang hinter der Kupplung ermittelter Istwert x der
Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ >mit einem vorgegebenen festen Grenzwert w. , verglichen wird, wobei bei Erreichen bzw. überschreiten des Grenzwertes W. die Drehgeschwindigkeitsdifferenz AΔi durch Verändern der Stellgröße y der Kupplung (21) auf den Grenzwert kV. begrenzt wird..
2. Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges eines Kraftfahrzeuges zwischen einer mit einer Brennkraftmaschine (47) verbundenen Antriebswelle (22) und einer mit einer Getriebeeinheit (48) verbundenen Abtriebswelle (24) angeordnet ist, mit einem Meßwertgeber zur Erfassung einer Differenzdrehzahl Δ n -- n An- und Abtriebswelle (22 bzw. 24) , mit einer Sensoreinrichtung zur Erfassung einer Drehgeschwindigkeitsdifferenz Δ Oi und mit einer Regeleinrichtung (64) , die in Abhängigkeit von der durch den Meßwertgeber ermittelten Regelgröße x die der Kupplung (21) zuzuführende, die Drehzahldifferenz Δ n beeinflussende Stellgröße y steuert, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß einem der Regeleinrichtung (64) zugeordneten ersten Sollwertgeber (63) Betriebsparameter der Brennkraftmaschine (47) , die 5 ursächlich sind für Drehgeschwindigkeitsdifferenzen ΔÜ im Antriebssträng, zugeführt werden, aufgrund welcher der erste Sollwertgeber (63) einen Sollwert w der Drehzahldifferenz Δ n ermittelt, wobei der Sollwert w und die Regelgröße x einem Summierer (Vergleicher) (62) der i0 Regeleinrichtung (64) zugeführt werden, daß die Drehgeschwindigkeitsdifferenz Λ CO einem zweiten Sollwertgeber (66) zugeführt wird, der bei definiertem Unterschreiten, Erreichen bzw. überschreiten eines Grenzwertes der DrehgeschwindigkeitsdifferenzΔ iti einen
15 zweiten Sollwert unmittelbar dem Summierer
(Vergleicher) (62) oder dem ersten Sollwertgeber (63) , dessen ersten Sollwert w adaptiv beeinflussend, zuführt.
3. Verfahren nach Anspruch 1, dadurch 20 g e k e n n z e i c h n e t , daß die
Drehzahldifferenz Δ n zwischen An- und Abtriebswelle (22 und 24 bzw. 49) auf einen Maximalwert Δ n ItlclX und/oder eine maximale Schlupfdauer begrenzt wird.
25 4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß bei Erreichen bzw.
Überschreiten der maximale Drehzahldifferenz Λ n _m_a^x__ und/ oder der maximalen Schlupfdauer in Abhängigkeit von der Motorlast der Grenzwert um einen Korrekturwert K erhöht 30 oder reduziert wird.
5. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß als Betriebsparameter der Brennkraftmaschine (47) die 35 Last ermittelt wird und unterhalb einer bestimmten Last im Zug- sowie Schubbetrieb des Kraftfahrzeuges die Stellgröße y der Kupplung (21) auf eine erhöhte Drehzahldifferenz Δ n verändert wird.
6. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 5, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die Laständerungsgeschwindigkeit < * der
Brennkraftmaschine (47) ermittelt wird und bei o überschreiten eines Maximalwertes 0C D-,Kτ, max der
Laständerungsgeschwindigkeit der Sollwert der Drehzahldifferenz ^ n von An- und Abtriebswelle (22 bzw. 24) bei Lastrücknahme erhöht und bei Lastzunahme verringert oder konstant gehalten wird.
7. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 4, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß in einer Vergleichereinheit (62) fortlaufend der Istwert x der Drehzahldifferenz Δ n mit einem Sollwert w verglichen wird, der einer sehr geringen
Drehgeschwindigkeitsdifferenz »CÖ entspricht, und daß die daraus entstehende Abweichung x einer Regeleinrichtung (64 zugeführt wird, die einen Proportionalanteil und einen Integralanteil aufweist.
8. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 7, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß der Proportionalanteil in Abhängigkeit von der Motorlast O -,-_■ verändert wird, so daß mit steigender Motorlast der Proportionalanteil vergrößert wird.
9. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 7, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß der Integralanteil der Regeleinrichtung bei größeren Regelabweichungen x und/oder in Abhängigkeit der Motorlast 0CDK und/oder bei schneller Änderung der Motorlast ΩK dahingehend verändert wird, daß sein Eingriff verstärkt wird.
10. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 7, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß der Proportionalanteil in Abhängigkeit der Laständerungsgeschwindigkeit O D*K derart verändert wird, daß mit steigender Laständerungsgeschwindigkeit O D"K der
Proportionalanteil vergrößert wird.
11. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach
Anspruch 10, dadurch " g e k e n n z e i c h n e t , daß der Proportionalanteil in Abhängigkeit der
Regelabweichung x am Summierer (Vergleicher) (62) so w gebildet werden, daß mit größeren Regelabweichungen x ein Faktor des Proportionalanteils vergrößert wird.
12. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß jedem Wert der Last 0 DK der Brennkraftmaschine (47) in der Regeleinrichtung (64) eine bestimmte Stellgröße y zugeordnet ist.
13. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 12, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die statische Zuordnung zwischen dem Wert der Motorlast 0L- DVK und der der Schließkraft der. Kupplung „(21) entsprechenden Steuergröße y fortlaufend adaptiv angepaßt wird, derart, daß in einem stationären Betriebspunkt die Drehzahldifferenz n für eine vorgegebene Zeit ihren Sollwert erreicht, wobei diese Einregelung der Regelgröße x auf ihren Sollwert durch die Regeleinrichtung ausgeführt wird, auch wenn die statische Zuordnung zwischen dem Wert der Motorlast O und der Steuergröße y sich verschoben hat, woraus die für die adaptive Zuordnung zwischen Motorlast 0 *DK und Steuergröße y notwendigen Veränderungen abgeleitet werden.
14. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die Regelung einen zusätzlichen ersten Signalpfad aufweist, über welchen mittels eines Anpaßwertes (74) , eines Zeitgliedes (74a) und eines Differentialgliedes (80) die verzögerte Steuergrößenänderung (Kupplungsdruck) und verzögert wirksame Kupplungsschließkraftänderungen bei schnellen Motorlaständerungen kompensiert werden können, wobei der Anpaßwert (74) und das Zeitglied (74a) als verzögertes Proportionalglied wirken, und diese das dynamisch verzögerte Verhalten der Steuergröße und der wirksamen Schließkraft simulieren.
15. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die Stellgröße y über einen zweiten Signalpfad mit einem vorgegebenen zeitlichen Gradienten schnell abgesenkt wird, wenn die Drehzahldifferenz ihren Sollwert und eine zusätzliche, unterhalb des Sollwertes liegende Schwelle unterschreitet.
16. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß ein Geberelement vorgesehen ist, daß den im Zug- und Schubbetrieb über die Kupplung erfolgenden Momentenfluß T erfaßt und dann, wenn kein Momentenfluß T stattfindet, die Stellgröße y auf Null setzt, von wo aus die Regelung wieder startet, wenn ein erneuter Momentenaufbau erfolgt.
17. Verfahren zur Regelung einer Kupplung, die innerhalb eines Antriebsstranges einem zwischen Brennkraftmaschine (47) und Getriebe (48) angeordneten, hydrodynamischen Drehmomentwandler (23) parallel geschaltet ist, nach Anspruch 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß bei Unterschreitung eines ersten Temperaturgrenzwertes des Kühlwassers der Brennkraftmaschine (47) oder des Schmieröls des Getriebes (48) die Kupplung (21) selbsttätig in ihren ausgerückten Zustand gesteuert ist.
18. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 17, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß oberhalb des ersten Temperaturgrenzwertes ein zweiter Temperaturgrenzwert vorgesehen ist, und daß bei Betrieb zwischen dem ersten und dem zweiten
Temperaturgrenzwert die Drehzahldifferenz ^ n an der Kupplung (21) erhöht wird.
19. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 17, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß oberhalb des ersten Temperaturgrenzwertes ein zweiter Temperaturgrenzwert vorgesehen ist, wobei bei Überschreitung des ersten Temperaturgrenzwertes mit zunehmender Temperatur bis zum zweiten Temperaturgrenzwert nach einer definierten Kennlinie die vorgegebene Drehzahldifferenz Δn zurückgenommen wird.
20. Verfahren zur Regelung einer Kupplung nach Anspruch 17, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß von einer Steuerelektronik der Brennkraftmaschine (47) nach dem Start für eine kurze Zeit der
Regeleinrichtung (64) eine Temperaturinformation über die Motorδltemperatur oder die Motorkühlwassertemperatur zur Verfügung steht, und daß mit dem Temperaturwert eine zeitabhängige Kennlinie gesetzt wird, nach der eine erhöhte Drehzahldifferenz Δn zurückgenommen wird.
21. Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens nach Anspruch 1 oder 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß die als Reibungskupplung (21) ausgebildete Kupplung über ein doppelt wirkendes Stellelement in ihre ein- und ausgerückte Stellung bewegbar ist, wobei das Stellelement beidseitig über Betätigungsräume (20 und 34) mit einem von der Regeleinrichtung geregelten hydraulischen Betätigungsdruck als Stellgröße beaufschlagbar ist.
22. Vorrichtung nach Anspruch 21, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß jedem Betätigungsraum (20, 34) ein den Betätigungsdruck einstellendes Regelventil (4 und 5) zugeordnet ist, wobei beide Regelventile (4 und 5) über einen von der Regeleinrichtung eingestellten Vorsteuerdruck beaufschlagbar sind.
23. Vorrichtung nach Anspruch 21, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß ein erstes
Regelventil (4) , das den Betätigungsdruck in einem ersten Betätigungsraum (20) der Reibungskupplung (21) einstellt, als hydraulisch vorgesteuertes Regelventil ausgebildet ist, das in einer ersten Schaltstellung bei geringem Vorsteuerdruck bzw. Vorsteuerdruck gleich Null den ersten Betätigungsraum (20) druckbeaufschlagt und "in einer zweiten Schaltstellung bei erhöhtem Vorsteuerdruck den ersten Betätigungsraum (20) entleert sowie das zweite Regelventil (5) derart mit Vorsteuerdruck beaufschlagt und verstellt, daß der zweite Betätigungsraum (34) mit einem hydraulischen Betätigungsdruck beaufschlagt wird.
24. Vorrichtung nach Anspruch 22, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß ein als 3/2-Wegeventil ausgebildetes Schmierventil (6) an das Hauptdrucksystem (Hauptdruckleitung 2) und an einen Entleerungsanschluß (Ringraum 31c) des zweiten Regelventils (5) , der in dessen erster Stellung Druckmittel aus dem zweiten Betätigungsraum (34) abführt, angeschlossen ist, wobei das Schmierventil (6) dem Getriebe jeweils Druckmittel aus dem Hauptdrucksystem oder dem Entleerungsanschluß (Ringraum 31c) zur Schmierung zuleitet.
25. Vorrichtung nach Anspruch 24, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß das Schmierventil (6) mit dem Druck der Vorsteuerleitung (9) vorgesteuert ist.
26. Vorrichtung nach Anspruch 24, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß das Schmierventil (6) mit dem Druck des Entleerungsanschlusses (Ringraum 31c) des zweiten Wegeventils (5) vorgesteuert ist.
27. Vorrichtung nach Anspruch 21, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß in der Vorsteuerleitung (9) ein elektromagnetisches Drucksteuerventil (7) anαeordnet ist.
28. Vorrichtung nach Anspruch 21, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß in der Vorsteuerleitung (9) ein hydraulisches Dämpfungsglied (10) angeordnet ist.
29. Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens nach Anspruch 2, dadurch g e k e n n z e i c h n e t , daß zur Erfassung von Drehzahldifferenzen Δ n bzw. Drehgeschwindigkeitsdifferenzen Δ6Ü eine mehrpolige Schlitzscheibe (55) bzw. ein Zahnrad, das mit einem Drehzahlsensor (56) zusammenwirkt, vorgesehen sind, wobei in einer nachgeschalteten Impulsflächenaufbereitung (Impulsformer 57 und Mono-Flop 58) exakt gleiche Impulsflächen erzeugt werden, von welchen in einem nachfolgenden Bandpaßfilter (59) Restwelligkeit und selektive Eckdaten des Drehgeschwindigkeitssignals bestimmt werden und schließlich in einer nachgeschalteten Stufe (60) eine einen direkten Bezug zur Istgröße aufweisende AusgangsSpannung erzeugt wird.
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